洛陽理工學(xué)院 課程設(shè)計說明書機(jī)械設(shè)計(機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ))設(shè)計題目 二級圓柱斜齒減速器 前言減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動所組成的獨(dú)立部件，常用在動力機(jī)與工作機(jī)之間作為減速的傳動裝置，在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器，減速器由于結(jié)構(gòu)緊湊，效率較高，傳遞運(yùn)動準(zhǔn)確可靠，使用維護(hù)簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用很廣。汽輪機(jī)的減速器都采用斜齒輪，斜齒一般具有漸開形，新的減速器齒輪采用螺線形斜齒輪。汽輪機(jī)減速器齒輪是將斜齒輪成組的組裝在一起成為人字形齒輪組，用來平衡斜齒輪工作時的軸向推力，從而保證齒輪嚙合良好。在有些小型汽輪機(jī)的減速器上，靠發(fā)電機(jī)側(cè)的大齒輪軸承，除有支承作用外，在軸承兩側(cè)還澆鑄有烏金，并開有傾斜油槽，與裝在大齒輪軸上的兩個推力盤組成推力軸承，來承受軸向推力。大齒輪工作時的軸向推力，可能來自發(fā)電機(jī)，也可能是斜齒輪工作時殘余的軸向不平衡推力。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目 設(shè)計用于帶式運(yùn)輸機(jī)上兩級斜齒輪減速器學(xué)生姓名_ 指導(dǎo)教師_張旦聞_1、電動機(jī) 2、小皮帶輪 3、減速箱 4、聯(lián)軸器 5、皮帶輪6、大帶輪 7、高速齒輪 8、低速齒輪 9運(yùn)輸帶設(shè)計參數(shù):運(yùn)輸帶工作拉力:F=1200N 運(yùn)輸帶工作速度:V=1.5m/s卷筒直徑:D=200mm工作條件: 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動，室外工作，有粉塵； 運(yùn)輸帶速度允許誤差土5； 兩班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒與運(yùn)輸帶間的摩擦影響在運(yùn)輸帶工作拉力F中已考慮) 。加工條件: 生產(chǎn)20臺，中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工 78級齒輪。設(shè)計工作量: 1減速器裝配圖1張(A0或A1)； 2零件圖13張； 3設(shè)計說明書1份。目錄 第1章 工作機(jī)器特征的分析1第2章 傳動方案的設(shè)計1第3章 選擇電動機(jī)13.1 求電機(jī)至工作機(jī)之間的傳動裝置的總效率23.2計算電機(jī)所需功率23.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速33.4電動機(jī)的外形和安裝尺寸3第4章 確定傳動機(jī)中傳動比和分配傳動比44.1計算傳動裝置總傳動比44.2計算傳動裝置的分傳動比4第5章 帶輪設(shè)計5第6章 計算傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)8第7章 齒輪傳動設(shè)計97.1.高速級齒輪傳動設(shè)計97.2.低速級齒輪傳動設(shè)計15第8章 軸的設(shè)計218.1中間軸的設(shè)計228.2高速軸的設(shè)計328.3低速軸的設(shè)計42第9章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸52第10章 心得體會53第11章 參考文獻(xiàn)5456第一章 工作機(jī)器特征的分析 由設(shè)計任務(wù)書可知：該減速箱用于卷筒輸送帶，工作速度不高（V=1.5m/s）,輸送帶工作拉力不大(F=1200N),因而傳遞的功率也不會太大。由于工作運(yùn)輸機(jī)工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變,使用壽命不長(10年),故減速箱應(yīng)盡量設(shè)計成閉式,箱體內(nèi)用油液潤滑,軸承用脂潤滑.要盡可能使減速箱外形及體內(nèi)零部件尺寸小,結(jié)構(gòu)簡單緊湊,造價低廉,生產(chǎn)周期短,效率高。第2章 傳動方案的設(shè)計 根據(jù)設(shè)計任務(wù)書中已給定的傳動方案及傳動簡圖，分析其有優(yōu)缺點(diǎn)如下：優(yōu)點(diǎn)： (1)電動機(jī)與減速器是通過皮帶進(jìn)行傳動的，在同樣的張緊力下，V帶較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，而且V帶允許的中心中距較平帶大，傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，使用維護(hù)方便，價格低廉。故在第一級（高速級）采用V帶傳動較為合理，這樣還可以減輕電動機(jī)因過載產(chǎn)生的熱量，以免燒壞電機(jī)，當(dāng)嚴(yán)重超載或有卡死現(xiàn)象時，皮帶打滑，可以起保護(hù)電機(jī)的作用。（2）斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動平穩(wěn)，承載能力大、噪音小，能減輕振動和沖擊，若設(shè)計時旋向選擇合理，可減輕軸的負(fù)荷，延長使用壽命，故此減速器的兩對齒輪均采用斜齒圓柱齒輪傳動。（3）高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端，這樣可以減小軸在扭矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，以及彎曲變形引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。缺點(diǎn)：（1）皮帶傳動穩(wěn)定性不夠好，不能保證精確的傳動比，外廓尺寸較大。（2）齒輪相對軸和軸承不能對稱分布，因而對軸的要求更高，給制造帶來一定麻煩。綜上所述，這種傳動方案的優(yōu)點(diǎn)多，缺點(diǎn)少，且不是危險性的缺點(diǎn)，故這種傳動方案是可行的。第3章 選擇電動機(jī)3.1 求電機(jī)至工作機(jī)之間的傳動裝置的總效率傳動系統(tǒng)簡圖如圖3.1：圖3.1傳動系統(tǒng)簡圖總效率：（V帶）=0.96，（滾動軸承）=0.99，（齒輪）=0.97，（聯(lián)軸器）=0.99，,（平摩擦傳動）=0.90。（數(shù)據(jù)摘自參考文獻(xiàn)3）即： V帶傳動效率：0.96滾動軸承（潤滑最佳時一對）傳動效率：0.99齒輪傳動效率：0.97彈性聯(lián)軸器傳動效率：0.99平面帶與卷筒摩擦傳動效率：0.90 3.2計算電機(jī)所需功率已知運(yùn)輸帶工作拉力F=1200N、運(yùn)輸帶的速度V=1.5m/s，求運(yùn)輸帶的功率已知平面帶與卷筒摩擦傳動效率：0.90 求出工作機(jī)的功率 電動機(jī)的功率： 3.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速已知運(yùn)輸帶工作拉力F=1200N，平面帶與卷筒摩擦傳動效率=0.90可以求得卷筒圓周力F1，卷筒的轉(zhuǎn)速n 二級減速器的傳動比i=8-40，所以電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為: nd=in=（840）143.32=（1146.565732.8）r/min根據(jù)電動機(jī)功率和電動機(jī)轉(zhuǎn)速查（機(jī)械設(shè)計簡明手冊）符合條件的電動機(jī)有：表3-1型號功率/KW轉(zhuǎn)速（r/min）Y100L2-4314203.4電動機(jī)的外形和安裝尺寸 中心高度H長寬高L(安裝尺寸AB軸伸尺寸DE平鍵尺寸FG100380282.52451601402860824圖3.2 Y100L24型電動機(jī)外形圖第4章 確定傳動機(jī)中傳動比和分配傳動比 4.1計算傳動裝置總傳動比 式為電動機(jī)滿載時轉(zhuǎn)速（r/min），n為卷筒轉(zhuǎn)速（r/min）4.2計算傳動裝置的分傳動比已知中傳動比，求兩級減速器傳動比：因?yàn)闉樾饼X輪傳動比 則取V帶傳動比=1.2 由得： =3.067為高速級傳動比，為低速級傳動比第5章 帶輪設(shè)計計算項目計算說明計算結(jié)果5.1設(shè)計帶輪的功率，選取V帶類型查表7-7得工作情況系數(shù),根據(jù)依據(jù)、，從圖7-9中選用A型普通V帶。A型普通V帶5.2確定帶輪基準(zhǔn)直徑由表7-8查得主動輪的最小基準(zhǔn)直徑，根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑系列，取。根據(jù)式，計算從動輪基準(zhǔn)直徑： 根據(jù)基準(zhǔn)直徑系列，取。dd1=100mmdd2=118mm5.3驗(yàn)算帶的速度根據(jù)得 速度在5-25m/s內(nèi)，適合v1=7.432m/s5.4確定普通V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距根據(jù)得初步確定中心距。根據(jù)計算帶的初選長度：根據(jù)表7-3選取帶的基準(zhǔn)長度根據(jù)式計算帶的實(shí)際中心距為根據(jù) 、，中心距可調(diào)整范圍為： a0=300mmL0=942.7mmLd=1000mma=328.65mm5.5驗(yàn)算主動輪上的包角根據(jù) 主動輪上包角大于1200，包角適合。=176.8605.6計算V帶的根數(shù)Z由A型普通V帶，、，查表7-4得；由，查表7-6得;由，查表7-5得;由，查表7-3得.則根據(jù)有： 取Z=4根。Z=45.7計算初拉力F0根據(jù)式，查表7-2得q=0.010kg/m，有：F0=114N5.8計算作用在軸上的壓力FQ根據(jù)得：FQ=911.7N5.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計與技術(shù)設(shè)計 注：以上表格及數(shù)據(jù)均摘自參考文獻(xiàn)1。 圖5.1帶輪的結(jié)構(gòu)示意圖第6章 計算傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)對電動機(jī)： 對于軸： 對于II軸： 對于III軸： 對工作機(jī)： 表6-1 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置各主軸主要參數(shù)計算結(jié)果參數(shù)軸名電動機(jī)軸軸軸軸工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速/(r/min)14201183385.7143143功率P/kW32.851.742.632轉(zhuǎn)矩T/(Nm)202368175.6133傳動比i1.23.0672.691效率0.960.970.970.99第7章 齒輪傳動設(shè)計7.1.高速級齒輪傳動設(shè)計 已知傳遞功率，小齒輪轉(zhuǎn)速，由電動機(jī)驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明計算結(jié)果(1)選擇材料及熱處理查參考文獻(xiàn)3中表8-7，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=217255，取HBS1=240，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=162217，取HBS2=190。由表8-8知，HBS1HBS1=240HBS2=190精度等級齒數(shù)實(shí)際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角HBS2=40，合適。選8級精度（GB1009588）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取實(shí)際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許5%的變化范圍）。初選螺旋角(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)初選載荷系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)力H試計算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度v使用系數(shù)KA動載系數(shù)KV齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑確定齒輪參數(shù)及主要尺寸法面模數(shù)中心距確定螺旋角分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa1、YFa2應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YSa2重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限，彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)YN彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)SFmin計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度(4)計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式818知設(shè)計公式：由式得： 查參考文獻(xiàn)3中表8-13得：查參考文獻(xiàn)3中表8-14，取u=3.067由參考文獻(xiàn)5中圖8-19得：=由參考文獻(xiàn)5中式（8-2）得：由參考文獻(xiàn)5中圖8-8得：ZN1=1，ZN2=1由參考文獻(xiàn)3中表8-10 SHmin=1由參考文獻(xiàn)3中表8-9得接觸接觸疲勞極限Hlim1=350+HBS1=(350+240)MPa=590MPaHlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由參考文獻(xiàn)5中式8-3得：由于H2<H1，所以應(yīng)取較小值H2代入計算 = m/s查參考文獻(xiàn)5中表8-5得：KA=1根據(jù)vz1/100=2.48930/100=0.7467m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得：KV=1.07由參考文獻(xiàn)5中圖8-11得：由參考文獻(xiàn)5中圖8-13得：由參考文獻(xiàn)5中式8-10得：根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表8-1，取標(biāo)準(zhǔn)值圓整為 =15.60890圓整后取=50mm，=55mm由參考文獻(xiàn)5中式8-19知校核公式為：由，可得查參考文獻(xiàn)5中表8-7，YFa1=2.48，YFa2=2.18查參考文獻(xiàn)5中表8-7，YSa1=1.64，YSa2=1.79查參考文獻(xiàn)5中圖8-20得：由參考文獻(xiàn)3中表8-9得：=320+0.45HBS1=(320+0.45240)MPa=416MPa=184+0.74HBS2=(184+0.74190)MPa=324.60MPa由參考文獻(xiàn)5中式（8-2）得：/u=3.4109/3.067=1.11108由參考文獻(xiàn)5中圖8-9得：YN1=1，YN2=1由參考文獻(xiàn)3中表8-10 ，SFmin=1 由得：da1= da2= mmT1=23NmZE=189.8u=3.067ZH=2.45ZN1=1ZN2=1SHmin=1dt1=40.19mmv=2.489m/sKV=1.07K=1.498d1=42.135mmd1=46.72mmd2=143.28mm=55mm=50mmYFa1=2.48YFa2=2.18YSa1=1.64YSa2=1.79YN1=1YN2=1=416MPa=324.6MPadb1=43.7mmdb2=134mmda1=49.72mmda2=146.27mmdf1=41.33mmdf2=137.87mmha=1.5mmhf1=2.7mmh=4.2mmst=2.45mmpt=4.89mmptb=4.577mm7.2.低速級齒輪傳動設(shè)計已知傳遞功率，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明計算結(jié)果(1)選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實(shí)際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻(xiàn)3中表8-7，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS3=217255，取HBS3=240，大齒輪選用45鋼，正火，HBS4=162217，取HBS4=190。由表88知，HBS3HBS4=40，合適。選8級精度（GB1009588）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取實(shí)際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許5%的變化范圍）。初選螺旋角HBS3=240HBS4=190(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)初選載荷系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)力H試計算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度v使用系數(shù)KA動載系數(shù)KV齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑確定齒輪參數(shù)及主要尺寸法面模數(shù)中心距確定螺旋角分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa3、YFa4應(yīng)力修正系數(shù)YSa3、YSa4重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限，彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)YN彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)SFmin計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度(4)計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式8-18知設(shè)計公式：由式得：查參考文獻(xiàn)3中表8-13得：查參考文獻(xiàn)3中表8-14，取u=2.7由參考文獻(xiàn)5中圖8-19得：=由參考文獻(xiàn)5中式（8-2）得：由參考文獻(xiàn)5中圖8-8得：ZN3=1，ZN4=1由參考文獻(xiàn)3中表8-10 SHmin=1由參考文獻(xiàn)3中表8-9得接觸接觸疲勞極限Hlim3=350+HBS3=(350+240)MPa=590MPaHlim4=200+HBS4=(200+190)MPa=390MPa由參考文獻(xiàn)5中式8-3得：由于H4<H3，所以應(yīng)取較小值H4代入計算 = m/s查參考文獻(xiàn)5中表8-5得：KA=1根據(jù)vz3/100=2.730/100=0.81m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖8-10得：KV=1.08由參考文獻(xiàn)5中圖8-11得：6由參考文獻(xiàn)5中圖8-13得：由參考文獻(xiàn)5中式8-10得：根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表8-1，取標(biāo)準(zhǔn)值圓整為 =15.1560圓整后取=60mm、=65mm由參考文獻(xiàn)5中式8-19知校核公式為：由，可得查參考文獻(xiàn)5中表8-7，YFa3=2.51，YFa4=2.21查參考文獻(xiàn)5中表8-7，YSa3=1.62，YSa4=1.775查參考文獻(xiàn)5中圖8-20得：由參考文獻(xiàn)3中表8-9得：=416MPa =184+0.74HBS4=(184+0.74190)MPa=324.60MPa由參考文獻(xiàn)5中式（8-2）得：/u=1.11109/2.69=4.13108由參考文獻(xiàn)5中圖8-9得：YN3=1，YN4=1由參考文獻(xiàn)3中表8-10 ，SFmin=1 由得：da3= da4= mmu=2.7ZN3=1ZN4=1SHmin=1KA=1KV=1.08=65mm=60mmYFa3=2.51YFa4=2.21YSa3=1.62YSa4=1.775YN3=1YN4=1SFmin=1=324.6MPadb3=58.166mmdb4=157mmda3=66.16mmda4=1717.84mmdf3=54.96mmdf4=160.64mmha=2mmhf=3.6mmh=5.6mmst=3.25mmpt=6.51mmptb=6.09mm第8章 軸的設(shè)計各級齒輪傳動參數(shù)如表8-1所列:表8-11234齒數(shù)z法向模數(shù)mn/mm端面模數(shù)mt/mm齒寬b/mm螺旋角齒向分度圓直徑d/mm轉(zhuǎn)速n/（r min-1）301.51.565515.60890右旋46.721183921.51.565015.60890左旋143.28385.73022.076515.1560左旋62.16385.78122.076015.1560右旋167.841438.1中間軸的設(shè)計計算項目計算和說明計算結(jié)果1、 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書5表15-2查得其強(qiáng)度值：，；許用應(yīng)力由表15-6查得：，=200MPa=95MPa=55MPa2、計算軸的載荷圓周力軸向力 徑向力高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI I=68000Nm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：TII=68NmFt2=949NFt3=2188NFa2=65NFa3=596NFr2=358NFr3=825N3、 估算軸徑，選取軸承型號選取軸承型號軸的圓周速度軸承潤滑由參考書5表15-3知：45鋼，由式知：考慮用到滑動軸承，取，若選用角接觸軸承，型號為7306AC由參考書3查得有關(guān)數(shù)據(jù)為：外徑D=72mm，孔徑，軸承采用脂潤滑，根據(jù)參考書3選用氈圈密封d軸徑=30mm4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用鍵連接參考圖8.1，考慮到軸上零件從軸的兩端依次安裝（大齒輪、左套筒、左端軸承由左端裝配；小齒輪、右套筒和右端軸承由右端裝配）及軸向固定，各軸段相應(yīng)直徑和長度為：軸承處直徑：（由轉(zhuǎn)矩粗估基本主軸頸，再考慮滑動軸承標(biāo)準(zhǔn)定出）軸承處長度：（為軸承寬度B+2mm+套筒長度11mm+3mm，?。X輪處直徑：（考慮齒輪結(jié)構(gòu)尺寸和裝拆方便，齒輪孔徑大于所通過的軸頸）齒輪處長度：，（由齒輪輪轂寬度決定，為保證套筒緊靠齒輪端面，使齒輪在軸向固定，其軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度） 軸環(huán)直徑： （兩齒輪分別用軸環(huán)兩端面定位，根據(jù)軸徑為28mm。按參考書3推薦值，取，故軸環(huán)直徑） 軸環(huán)處寬度：，（軸環(huán)寬度一般為，取）兩軸承間的總長度： =163mm軸承與箱體內(nèi)壁距離S=5mm 齒輪與箱體內(nèi)壁距離a=10mm選用普通鍵連接，按參考書3按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：及，其中，軸上槽深轂上槽深做軸的結(jié)構(gòu)圖如圖8.1所示d1=d5=30mml1=l5=35mmd2=d4=34mml2=47mml4=62mmd3=40mml3=5mmS=5mma=10mm5、 軸的受力分析確定跨度求軸的支反力，做軸的受力圖水平支反力垂直面支反力作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖水平彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖 轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩L1=49mmL2=59.5mmL3=56.5mmFBH=1720.6NFAH=146.4NFBV=-296NFAV=-171NMCH=69403.6NmmMDH=97213.9Nmm6、 按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由圖8.1(f)知，截面D處彎矩最大，故校核該截面的強(qiáng)度。截面D的當(dāng)量彎矩： 由式得查參考書5表15-6得截面D的強(qiáng)度足夠=28.15MPa=55MPa7、 驗(yàn)算軸的疲勞強(qiáng)度截面的抗彎模量W抗扭截面模量WT彎矩作用下的安全系數(shù)轉(zhuǎn)矩 作用下的安全系數(shù)綜合安全系數(shù)由圖8.1(f)可知，D截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗(yàn)算此截面的疲勞強(qiáng)度 該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為： 此截面的應(yīng)力幅平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的）此截面的查參考書5得：由表1-10等效系數(shù)：， 由表1-7尺寸系數(shù)：， 由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)： 由表1-12許用安全系數(shù)： 由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)：鍵槽處: ，；配合處： ，；按規(guī)定取中最大值,則， 滿足疲勞強(qiáng)度要求W=3312mm3WT=7242mm3=56.62MPa8、軸承壽命校核計算內(nèi)部軸向力計算軸承所受的軸向載荷計算軸承當(dāng)量動載荷計算軸的壽命徑向載荷: 軸向載荷方向指向右側(cè)軸承對7306AC型軸承，查表參考書1表11-10，有故右側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，左側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是查參考書1表11-6，知7306AC軸承（）的判別系數(shù)，故 再由參考書1表11-6，查得,因而軸承的當(dāng)量動載荷為=2132.29N查參考書1表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7306AC的又因?yàn)橐?年一大修，故3年換一次軸承 所以左端軸承壽命約為222119.9h，右端軸承壽命約為20919.5h。這對軸承的工作壽命為20919.5hF1=1426.68NF2=1745.88NFa=658NS1=970.14NS2=1187.2NFa2=1628.14NFa1=970.14NP1=970.14NP2=2132.29N9、 軸的零件工作圖圖8.1中間軸的受力分析及彎矩圖(a)計算簡圖；（b）水平面受力圖；（c）水平彎矩圖；（d）垂直面受力圖；（e）垂直面彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（g）扭矩圖8.2高速軸的設(shè)計計算項目計算和說明計算結(jié)果1、 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書5表15-2查得其強(qiáng)度值：，；許用應(yīng)力由表15-6查得：，=200MPaMPaMPa2、計算軸的載荷圓周力軸向力 徑向力高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=23Nm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：TI=23NmFt1=984.589NFa1=257.067NFr1=372.08N3、估算軸徑，選取軸承型號選取軸承型號軸的圓周速度軸承潤滑由參考書5表15-3知：45鋼，由式知：考慮用到滑動軸承，取，若選用角接觸軸承，型號為7305AC由參考書3查得有關(guān)數(shù)據(jù)為：外徑D=47mm，孔徑，軸承采用脂潤滑，根據(jù)參考書3選用氈圈密封d軸徑=25mmv=1.55m/s4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用鍵連接參考圖8.2，考慮到軸上零件從軸兩端依次安裝（齒輪、左套筒、左端軸承由左端裝配；右套筒和右端軸承由右端裝配）及軸向固定，各軸段相應(yīng)直徑和長度為：軸承處直徑：（由轉(zhuǎn)矩粗估基本主軸頸，再考慮滑動軸承標(biāo)準(zhǔn)定出）軸承處長度：（為軸承寬度B+套筒長度15mm+3mm），（為軸承寬度B+套筒長度15mm）齒輪處直徑：（考慮齒輪結(jié)構(gòu)尺寸和裝拆方便，齒輪孔徑大于所通過的軸頸）齒輪處長度：（由齒輪輪轂寬度決定，為保證套筒緊靠齒輪端面，使齒輪在軸向固定，其軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度） 軸環(huán)直徑： （兩齒輪分別用軸環(huán)兩端面定位，根據(jù)軸徑為27mm。按參考書3推薦值，取，故軸環(huán)直徑） 軸環(huán)處寬度：，（軸環(huán)寬度一般為，?。┭b端蓋處直徑： 長度：（軸承端蓋和箱體之間應(yīng)有調(diào)整墊片，取其厚度為2mm，軸承端蓋厚度取17mm，端蓋和帶輪之間有一定間隙，取15mm。綜合考慮，取伸出箱體部分軸徑： 軸長：自由段直徑： 長度:(中間軸長度減去軸承處長度再減去軸環(huán)和齒輪處長度) 軸承與箱體內(nèi)壁距離S=5mm 齒輪與箱體內(nèi)壁距離a=10mm選用普通鍵連接，按參考書3按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：及，其中，軸上槽深轂上槽深則該處齒輪處齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為：因?yàn)?.867<2.5mn,故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有，做軸的結(jié)構(gòu)圖如圖8.2所示d3=d7=25mml3=34mml7=32mmd4=28mml4=52mmd5=32mml5=5mmd2=20mml2=48mmd1=18mml1=34mmd6=28mml6=59mmS=5mma=10mmt=3.5mmt1=2.8mm5、 軸的受力分析確定跨度求軸的支反力，做軸的受力圖水平支反力垂直面支反力作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖水平彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖 , 轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩L1=73.5mmL2=51.5mmL3=113.5mmFBH=1025.4NFDH=-485.82NHBV=682.09NFDV=302.49N6、 按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核州的強(qiáng)度由圖8.2(f)可知，截面C處彎矩最大，故校核該截面的強(qiáng)度。截面C的當(dāng)量彎矩： 由式得查參考書5表15-6得截面C的強(qiáng)度足夠=45.83MPa=55MPa7、 驗(yàn)算軸的疲勞強(qiáng)度截面的抗彎模量W抗扭截面模量WT彎矩作用下的安全系數(shù)轉(zhuǎn)矩 作用下的安全系數(shù)綜合安全系數(shù)由圖8.2(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗(yàn)算此截面的疲勞強(qiáng)度 該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為： 此截面的應(yīng)力幅平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的此截面的查參考書5得：由表1-10等效系數(shù)：， 由表1-7尺寸系數(shù)：， 由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)： 由表1-12許用安全系數(shù)： 由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)：鍵槽處: ，；配合處： ，；按規(guī)定取中最大值,則， 滿足疲勞強(qiáng)度要求W=1368.35mm3WT=2930.85mm3=51.41MPa8、軸承壽命校核計算內(nèi)部軸向力計算軸承所受的軸向載荷計算軸承當(dāng)量動載荷計算軸的壽命徑向載荷:軸向載荷方向指向左側(cè)軸承對7305AC型軸承，查表參考書1表11-10，有故右側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，左側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是查參考書1表11-6，知7204AC軸承（）的判別系數(shù)，故 再由參考書1表11-6，查得,因而軸承的當(dāng)量動載荷為 查參考書1表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7305AC的又因?yàn)橐?年一大修，故3年換一次軸承 所以左端軸承壽命約為14672h，右端軸承壽命約為77226h。這對軸承的工作壽命為14672hF1=1361.46NF2=558.19NFa=257NS1=925.79NS2=379.57NFa2=636.57NFa2=925.79NP2=782.67NP1=1361.46N8、 繪制軸的零件工作圖圖8.2高速軸的受力分析及彎矩圖(a)計算簡圖；（b）水平面受力圖；（c）水平彎矩圖；（d）垂直面受力圖；（e）垂直面彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（g）扭矩圖8.3低速軸的設(shè)計計算項目計算和說明計算結(jié)果1、 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書5表15-2查得其強(qiáng)度值：，；許用應(yīng)力由表15-6查得：，=200MPaMPa=55MPa2、計算軸的載荷圓周力軸向力 徑向力高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=175600Nmm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：TI=175.6NmFt4=2092.47NFa1=566.79NFr4=780.45N3、估算軸徑，選取軸承型號選取軸承型號軸的圓周速度軸承潤滑聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)速由參考書5表15-3知：45鋼，由式知：考慮用到滑動軸承，取，若選用角接觸軸承，型號為7210AC，由參考書3查得有關(guān)數(shù)據(jù)為：外徑D=90mm，孔徑，軸承采用脂潤滑，根據(jù)參考書3選用氈圈密封按帶式運(yùn)輸減速器的工作要求，軸上所支撐的零件主要是齒輪、軸端得聯(lián)軸器以及軸承,轉(zhuǎn)矩。查參考書4表4-3，取載荷系數(shù)，根據(jù)計算的轉(zhuǎn)矩、最小軸徑及軸的轉(zhuǎn)速，查參考書3得：聯(lián)軸器的型號選用凸緣聯(lián)軸器，YL9，螺栓用6個，螺栓型號M10因?yàn)?，?lián)軸器選擇合理d軸徑=50mmv=0.3744m/s4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用鍵連接參考圖8.3，考慮到軸上零件從軸兩端依次安裝（齒輪、右套筒、右端軸承由右端裝配；左套筒和左端軸承由左端裝配）及軸向固定，各軸段相應(yīng)直徑和長度為：軸承處直徑：（由轉(zhuǎn)矩粗估基本主軸頸，再考慮滑動軸承標(biāo)準(zhǔn)定出）軸承處長度：（為軸承寬度B+套筒長度15mm+3mm），（為軸承寬度B+ 套筒長度15mm+1mm）齒輪處直徑：（考慮齒輪結(jié)構(gòu)尺寸和裝拆方便，齒輪孔徑大于所通過的軸頸）齒輪處長度：（由齒輪輪轂寬度決定，為保證套筒緊靠齒輪端面，使齒輪在軸向固定，其軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度） 軸環(huán)直徑： （兩齒輪分別用軸環(huán)兩端面定位，根據(jù)軸徑為60mm。按參考書3推薦值，取，故軸環(huán)直徑） 軸環(huán)處寬度：，（軸環(huán)寬度一般為，取）聯(lián)軸器處處直徑：，軸長度比聯(lián)軸器的轂孔長度（112mm）短可保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上故該段軸長取為110mm,即端蓋處直徑：聯(lián)軸器固定靠軸段6的軸肩來定位的，為了保證定位可靠，軸段5應(yīng)比軸段7直徑大取軸端直徑為47mm 長度：（軸承端蓋和箱體之間應(yīng)有調(diào)整墊片，取其厚度為2mm，軸承端蓋厚度取15mm，端蓋和帶輪之間有一定間隙，取15mm。綜合考慮，取 自由段直徑： 長度:(中間軸長度減去軸承處長度再減去軸環(huán)和齒輪處長度) 軸承與箱體內(nèi)壁距離S=5mm 齒輪與箱體內(nèi)壁距離a=10mm選用普通鍵連接，按參考書3按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：，其中，軸上槽深轂上槽深做軸的結(jié)構(gòu)圖如圖8.3所示d1=d5=50mml5=38mml1=35mmd4=55mml4=57mmd3=65mml3=10mmd7=42mml7=110mmd6=47mml6=35mmd2=55mml2=40mmS=5mma=10mmt=6.0mmt1=4.3mm5、 力分析確定跨度求軸的支反力，做軸的受力圖水平支反力垂直面支反力作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖水平彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖 轉(zhuǎn)矩圖8.3（g）轉(zhuǎn)矩L1=103.5mmL2=56.5mmFBH=802.13NFAH=-21.68NHAV=1046.235N6、 矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核州的強(qiáng)度由圖8.3(f)知，截面C處彎矩最大，故校核該截面的強(qiáng)度。截面C的當(dāng)量彎矩： 由式得查參考書5表15-6得截面C的強(qiáng)度足夠=10.09MPa=55MPa7、 軸的疲勞強(qiáng)度截面的抗彎模量W抗扭截面模量WT彎矩作用下的安全系數(shù)轉(zhuǎn)矩 作用下的安全系數(shù)綜合安全系數(shù)由圖8.3(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗(yàn)算此截面的疲勞強(qiáng)度 該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為： 此截面的應(yīng)力幅平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的）此截面查參考書5：由表1-10等效系數(shù)：， 由表1-7尺寸系數(shù)：， 由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)： 由表1-12許用安全系數(shù)： 由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)：鍵槽處: ，；配合處: ，；按規(guī)定取中最大值,則， 滿足疲勞強(qiáng)度要求W=10413.29mm3WT=390840.515mm3=6.28MPa=0.225MPa=17.47=323.64S=17.448、軸承壽命校核計算內(nèi)部軸向力計算軸承所受的軸向載荷計算軸承當(dāng)量動載荷計算軸的壽命徑向載荷:=1318.34N軸向載荷方向指向右側(cè)軸承對7210AC型軸承，查表參考書1表11-10，有故右側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，左側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是查參考書1表11-6，知7210AC軸承（）的判別系數(shù)，故 再由參考書1表11-6，查得,因而軸承的當(dāng)量動載荷為 =1046.45N =1652.8N查參考書1表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7205AC的又因?yàn)橐?年一大修，故3年換一次軸承 所以左端軸承壽命約為922203h，右端軸承壽命約為232619h。這對軸承的工作壽命為232619hF1=1046.45NF2=1318.34NFa=556.79NS1=711.69NS2=896.47NFa2=1278.38NFa2=711.69NP1=1046.45NP2=1652.8N=31290N9、繪制軸的零件工作圖圖8.3低速軸的受力分析及彎矩圖(a)計算簡圖；（b）水平面受力圖；（c）水平彎矩圖；（d）垂直面受力圖；（e）垂直面彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（g）扭矩圖第9章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸代號名稱設(shè)計計算結(jié)果